Классификация деталей и узлов машин. Основные направления в развитии конструкции машин.

Классификация деталей и узлов машин. Основные направления в развитии конструкции машин.

Деталь – это часть машины, изготовленная без применения сборочных операций (вал, гайка, шкив, винт и т.д.).250

 

Комплексы совместно работающих деталей, представляющие собой конструктивно – обособленные единицы и обычно объединённые общим назначением, называются узлами или сборочными единицами.

Детали машин делят на следующее части:

1)Группа соединений (неразъёмные: клёпаные, сварочные, паяные; разъёмные: с помощью винтов, шпонок, клиньев и т. п.);

2)Передаточные механизмы (передачи: зацеплением, трением; валы и муфты);

3)Детали, обслуживающие вращательное движение (оси, валы, шейки, пяты, муфты и т.д.);

4)Шарнирно – рычажные и кулачковые механизмы (кривошипы, ползуны, шатуны, коромысла, направляющие, кулиса; кулачки, эксцентрики, ролики.

5)Упругие элементы: пружины или рессоры;

6)Маховики, грузы, бабы, шаботы;

7)Устройства для защиты от загрязнения и для смазывания;

8)Детали и механизмы управления.

Целевая установка курса заключается в том, чтобы исходя из заданной работы деталей и узлов машин дать методы, правила и нормы их проектирования, обеспечивающие выбор наиболее рациональных материалов, форм, размеров, степени точности, качества поверхности, а также технических условий изготовления.

Основные направления в развитии конструкции машин:

Замена механизмов с возвратно-поступательным движением механизмами с равномерным вращательным движением. Примеры замены: паровая и газовая турбины, заменившие при больших мощностях и скоростях поршневые двигатели; центробежные, зубчатые и лопастные насосы, а также турбокомпрессоры, вытесняющие поршневые насосы и компрессоры; станки вращательного движения, заменившие станки ударного действия, и т.д.

Применение узловых конструкций:

- разделение машин на части

- агрегатные конструкции

- блочные конструкции

Разделение на узлы «агрегаты – блоки» дает следующие преимущества:

При компоновке машины из самостоятельных узлов разработка различных конструкторских вариантов или модификаций, их испытание, а затем и внедрение в производство могут каждый раз ограничиваться одним узлом, не затрагивая остальных – облегчает процесс модернизации машин.

Любая конструкция позволяет на базе небольшого числа агрегатов или блоков создавать машины различного типа.

Узловая конструкция сокращает цикл сборочных работ, т.к. все узлы можно собирать и испытывать одновременно и готовыми подавать на общий монтаж.

Узловая конструкция облегчает ремонт машин, который может быть сведен к замене одних узлов другими – новыми или отремонтированными.

Применение различных типов приводов.

Снижение веса машин при улучшении их качества. Это важно в 2-х направлениях:

Вес машины вместе с коэффициентом использования металла определяет вес металла пошедшего на изготовление машины;

Вес транспортных машин определяет транспортные расходы.

 

Силы и напряжениия

В ремнях.

а) Т1=0

б)Т1>0

Т1

Нагружение ремня в двух случаях:

без нагрузки(рис. а);

под нагрузкой(рис. б).

S0 – предварительное натяжение ремня;

S1 и S2 – натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня;

- окружное усилие.

Из условия равновесия шкива .

Учитывая приведенную формулу: (1)

Геометрическая длина ремня остается неизменной как ненагруженной, так и нагруженной передачи, следовательно, вытяжка ведущей ветви компенсируется равным сокращением ведомой ветви.

 

(2)

Из уравнений (1) и (2) следует (3)

Выражения (2) и (3) устанавливают изменение натяжения S1 и S2 в зависимости от нагрузки, но они не скрывают тяговой способности передачи, которая связана с величиной силы трения между ремнем и шкивом, эта связь установлена Эйлером. Он установил зависимость между S1 и S2 на грани буксования, то есть установил максимально возможную величину силы в зависимости от S0 при условии полного использования запаса силы трения.

 

S – текущее натяжение ремня под Ðj;

dR – нормальная реакция шкива на элемент ремня, ограниченного Ðj;

fdR – элементарная сила трения.

(4)

(5)

Из выражений (4) и (5) следует: (6).

Проинтегрируем выражение (6):

Решая уравнения (1) и (7) с учетом (2), получим

(8)

Выражения (8) устанавливают связь сил натяжения ветвей факторами трения fa и величиной нагрузки.

Выражения (8) позволяют определить минимальное значение S0, при котором возможна передача нагрузки.

- в передаче начнется буксование.

Если в выражение подставить не предельное значение a, а лишь часть его, то получим не момент, а рабочее натяжение ветвей ремня.

, то есть все предваврительное натяжение используется для передачи окружного усилия F.

, то есть передача нагрузки становится невозможной при сколь угодно больших натяжениях ремня.

Эти положения лежат в основе создания клиноременной передачи и передачи с натяжным роликом.

В первом случае использовано увеличение скольжения за счет заклинивания ремня, во втором – увеличение a или угла обхвата за счет натяжения ролика.

Передача без натяжного ролика

- угол обхвата на малом шкиве.

Поэтому в передаче введены ограничения на a, a, u.

Дополнительное натяжение ремня в отличие от центробежных сил

,

r - плотность ремня,

А – площадь поперечного сечения,

V – скорость.

Определение напряжений важно для расчета ремней на долговечность.

.

Перейдем от натяжения к напряжению

- полезное напряжение(от окружного усилия).

Чем больше начальное натяжение, тем больше sF, но резко уменьшается долговечность ремня, поэтому s0=1,5 МПа – для клиновых ремней; s0=1,8 МПа – для плоских ремней.

r=1000 кг/м3

 

 

 

V = 10 м/с - sV=0,1 МПа

V = 20 м/с - sV=0,4 МПа

V = 40 м/с - sV=1,6 МПа

Напряжение изгиба , Е = 200 МПа

часто превышает суммарную величину всех других значений.

из этого условия выбираем толщину ремня.

Чем больше диаметр шкивов, тем больше долговечность ремня.

Долговечность ремня зависит не только от величины напряжений, но также от характера, частоты, цикла изменения этих напряжений.

Время цикла равно времени одного пробега ремня.

Частота цикла равна числу пробегов в единицу времени.

Число пробегов в секунду ,

V – скорость ремня,

L – длина ремня,

- число пробегов ремня.

= 3-5 для плоских ремней;

=10-20 для клиновых ремней.

Ограничение ограничивает длину ремня и межосевое расстояние.

 

Уточненный расчет валов

При расчете на выносливость считают напряжения изгиба в валах изменяются по симметричному циклу. Напряжения кручения принимают изменяющимися по отнулевому пульсирующему циклу.

Уточненный расчет производят по выполненному чертежу детали по предположительно опасным сечениям. Не произведя расчета, невозможно определить самое опасное сечение, поэтому расчет производят для нескольких предположительно опасных сечений.

Общий запас прочности определяется по формуле:

,

где ,

Кs - эффективный коэффициент концентрации напряжения;

es - масштабный фактор;

sV – амплитуда цикла изменения напряжения;

ys - коэффициент, корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;

sm – среднее напряжение цикла.

При двух источниках концентрации напряжений для одного и того же поперечного сечения вала, например, при шпоночной канавке, и концентрации напряжений, вызванной посадкой какой – либо детали, учитывается только тот источник, для которого или больше.

Запас прочности по переменным напряжениям определяют по наибольшим длительно действующим нагрузкам. Дополнительно необходимо определить запас прочности по текучести по максимальной пиковой нагрузке. Этот запас находят для того сечения вала, в котором номинальные значения возникающих напряжений максимальны.

Влияние масштабного фактора и концентрацию напряжений не учитывают.

Общий коэффициент вычисляют по формуле , где

- максимальные рабочие напряжения.

С точки зрения обеспечения запаса прочности желательно иметь [n]=1,7. Это значение относится к довольно точно выполненному расчету и средней ответственности конструкции, но лучше [n]=2,5…3,0, тогда специального расчета вала на жесткость можно не производить, аналогично и nT.

Часто [n] определяют дифференциальным методом: [n]=n1n2n3,

n1 – учитывает точность определения усилий, напряжений и точность расчетной схемы;

n2 – учитывает возможное отклонение механических свойств материала от нормальных;

n3 – коэффициент безопасности, учитывает степень ответственности деталей.

Расчет валов

Определить диаметр промежуточного вала редуктора в опасном сечении при следующих данных: усилие в зацеплении конических зубчатых колес Ft1, Fr1, Fa1, dm; усилие в зацеплении цилиндрических колес Ft2, Fr2, передаваемая мощность Р, частота вращения вала n; а, b, с. Расчетный срок службы вала L при Кг и Кс. Нагрузка переменная.

Решение

Определяем крутящий момент .

Определяем диаметр вала , мм.

Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости XOZ

Проводим проверку правильности определения численных значений реакций:

.

Определяем изгибающие моменты от сил Ft1 и Ft2:

При x1=a Mx1 =RAxa

При x2=c Mx2 =RBxc.

По этим значениям моментов строим эпюру изгибающих моментов Mx.

Определяют реакции в вертикальной плоскости Fr1 и Fr2 и осевое усилие Fa1.

Момент осевого усилия M= Fa1dm/2.

Реакции в опорах в плоскости YOZ:

Проверяем правильность определения численных значений реакций.

.

Определяем изгибные моменты от сил Fr1, Fr2 и М:

При у1=а Му1= - Raya

0<y2<(a+b) My2= - Rayy2+M+Fr1(y2-a)

y2=a My2= - Raya+M+Fr1(a-a)

y2=a+b My2= - Ray(a+b)+M+Fr1b

y3=c Му3= - RByc/

Вычисляем погрешность расчета.

По этим значениям изгибных моментов строят эпюру Му.

Определяем полные реакции в подшипниках .

Определяем результирующие изгибные моменты в сечениях под коническим колесом и цилиндрической шестерней

.

Находим эквивалентный момент в сечении, в котором изгибающий момент больше, и эквивалентный момент в другом сечении.

Строим эпюру приведенного момента.

Выбираем материал.

Диаметр вала под коническим колесом мм.

Расчет валов на жесткость

Валы должны иметь достаточную жесткость.

Жесткость валов определяет работу передачи подшипников(качения и скольжения).

Единых норм допускаемой стрелы прогиба для валов не существует.

[f]=0,003L.

Некоторые станкостроительные заводы для валов, на которых смонтированы зубчатые колеса, принимают [f]=(0,001…0,003)m.

Угол взаимного наклона валов под шестернями [q]=0,001 рад,

[q]=0,001 рад для валов, работающих в подшипниках скольжения,

[q]=0,01 рад для валов на радиальных подшипниках качения,

[q]=0,05 рад для валов на сферических подшипниках качеия.

Потребная крутильная жесткость валов определяется различными критериями.

Статические упругие угловые деформации кинематических цепей могут сказываться на точности работы машин(точность винторезного и зуборезого станков, делительных машин). Управление деформациями приводов медленных перемещений могут способствовать возникновению скачкообразных движений.

Упругие деформации разветвленных приводов от одного двигатела, перемещение мостов кранов, порталов, поперечных тяжелых станков могут привести к перекосу и заклиниванию на направляющих.

Крутильные колебания в приводах отпоршневых двигателей имеют большое значение с точки зрения предотвращения резонанса колебаний и стойкости, связанной с движением зубчатых передач.

Единых норм для [j] не существует. [j] определяется для каждого конкретного случая , рад,

Т- крутящий момент,

L – длина закрученного участка вала,

- полярный момент.

Если вал ступенчатый и нагружен несколькими крутящими моментами, то деформация определяется по участкам, а затем суммируется

рад.

При наличии шпоночных соединений в правую часть формулы вводится коэффициент понижения жесткости ,

d – диаметр вала;

h - глубина шпонки;

n – численный коэффициент, зависит от качества и установки шпонок.

 

Подбор подшипников качения

При конструировании машин подшипники качения не конструируют, а выбирают из ряда стандартных. Методика выбора регламентирована ГОСТ. Долговечность в миллионах оборотов определяется по зависимости:

(1)

a - показатель степени;

a=3 для шарикоподшипников;

a=3,33 для роликоподшипников;

С – динамическая грузоподъемность – постоянная нагрузка, которую подшипник сможет выдержать в течении одного миллиона оборотов.

Для радиальных и радиально – упорных подшипников эта нагрузка - на подшипник с вращающимся внутренним кольцом.

Р – эквивалентная (приведенная) нагрузка;

а1 – коэффициент надежности, вводится при необходимости повышения надежности;

а2 – коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации.

Различают три вида расчетных условий:

обычные условия;

отсутствие повышенных перекосов и наличие масляной пленки в контактах;

отсутствие повышенных перекосов и наличие масляной пленки в контактах при изготовлении колец и тел качения из электрошлаковой или вакуумной стали.

Долговечность в часах: час, (2)

n – частота вращения кольца подшипника.

Из (1) и (2) следует, что (3)

 

L принимают по справочникам.

Подшипники качения, как и все детали, работающие на усталость, имеют различный ресурс. Рассеивание ресурса у подшипника больше, чем у образцов, так как подшипники состоят из многих деталей, которые термообработаны, рассеивание размеров и шероховатости поверхности также влияют на ресурс. Рассеивание ресурса, то есть отношение наработки до отказа наиболее стойких подшипников к наработке наименее стойких в эксплуатации доходит до 30 и более раз.

При расчете или подборе подшипников принято за расчетный или гарантированный ресурс принимать такое число часов работы, которое выдерживают 90% всех подшипников. То есть 10% подобранных по нормам подшипников простоят в машине меньше заданного срока службы. Однако средний ресурс в 3 – 5 раз превышает расчетный, а максимальный еще в несколько раз превышает средний. То, что 10% подобранных подшипников простоят в машине меньше заданного срока службы, существенного значения не имеет, так как многие подшипники в машинах ненагружены и раньше времени выйдет из строя меньше 10% подшипников.

В каталогах указаны значения С для коэффициента надежности S =0,9.

Когда нужно повысить надежность, вводят коэффициент а1.

Если S =0,9 а1 =1,

S =0,97 а1 =0,44.

Повышение S допускается для подшипников повышенных классов точности при высокой точности сопряженных с подшипником деталей, надежном смазывании и строго регламентированных режимах нагрузки и частот вращения.

При расчете динамической грузоподъемности узла, состоящего из сдвоенных подшипников, пару одинаковых подшипников рассматривают как один двухрядный подшипник. Расчет ведут через СS:

для шариковых подшипников,

для роликовых подшипников,

i – число рядов тел качения,

С – динамическая грузоподъемность для одного подшипника.

Подбор подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности производят при n³1 мин-1, причем при n=1…10 мин-1 подбор производят для n=10 мин-1. При n>10 мин-1 подбор производят для действительного числа оборотов.

Условие подбора: С£[С] и Lhрасч£Lhтребуемое.

Порядок подбора следующий:

Выбирают тип подшипника и задаются Lh.

Определяют приведенную нагрузку.

Определяют долговечность подшипника .

Определяют динамическую грузоподъемность подшипника .

Определяют действительный ресурс подшипника .

По диаметру вала и динамической грузоподъемности выбирают подшипник(перед формулой Lh).

Чаще в результате компоновки, ориентируясь на подшипники легкой или средней серии, назначают тип и размер подшипника, а затем проверяют его пригодность.

При частоте вращения n£1 мин-1 подшипники выбирают по статической грузоподъемности. Условие подбора: Р0£[С0], Р0 – эквивалентная статическая нагрузка; [С0] - допускаемая статическая грузоподъемность(по каталогу).

Под допускаемой статической грузоподъемностью понимается такая статическая нагрузка, которой соответствует общая остаточная деформация тел качения и колец в наиболее нагруженной точке контакта, равная 0,0001 диаметра тела качения.

Эквивалентная(приведенная) статическая нагрузка определяется как большее из двух значений

или .

X0, Y0 – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок в этом случае;

Fr – радиальная нагрузка;

Fa – осевая нагрузка.

 

Конические муфты. Расчет.

Рис 1

Схема простейшей конической муфты изображена на рис 1. От действия силы Fа на конической поверхности соприкасания полумуфт возникает удельное давление р и удельные силы трения pf. Силы трения, направленные по касательной к окружности конуса, используются для передачи крутящего момента. Рассматривая равновесие правой полумуфты, получаем:

,

.

Решая эти уравнения совместно, находим:

,

где - приведенный коэффициент трения.

Значение непрерывно возрастает с уменьшением α. Увеличение позволяет во столько же раз уменьшить силу Fа. В этом и заключается положительная особенность конических муфт по сравнению с простыми дисковыми (в многодисковых муфтах Fа может быть меньше, чем в конических). Однако применять очень малые углы α на практике не рекомендуют, так как при этом происходит самозаклинивание полумуфт, затрудняющее их расцепление. Для устранения самозаклинивания полумуфт необходимо иметь:

.

Обычно выполняют: α 150.

Условие износостойкости рабочих поверхностей

.

Конические муфты в сравнении с многодисковыми имеют большие габариты. Они сложнее в изготовлении и повышают требования к точности центровки валов. По этим причинам конические муфты применяют реже, чем дисковые.

 

Центробежные муфты. Расчет.

Эти муфты автоматически соединяют валы только тогда, когда угловая скорость превысит некоторое заданное значение. Таким образом, эти муфты являются самоуправляемыми по угловой скорости. Центробежные муфты используют для автоматического включения и выключения исполнительного механизма с помощью регулировки угловой скорости двигателя; разгона машин с большими маховыми массами при двигателе с малым пусковым моментом; повышения плавности пуска; выключения при перегрузках (бензопила) и т.п.

Схема одной из центробежных муфт изображена на рис 1.

Центробежная сила Fц прижимает колодку 3 к барабану полумуфты 2. Этому препятствует сила F, возникающая от прогиба пружины 4.

Значение силы F регулируют винтом 5. Соприкасание между колодкой и барабаном возможно при условии:

, (*)

где m – масса колодки; r – расстояние центра тяжести колодки от оси вращения; ω – угловая скорость полумуфты 1. Формула (*) позволяет определить необходимую силу пружины по заданной угловой скорости ω0, до которой полумуфта 1 вращается свободно. Для передачи крутящего момента необходима угловая скорость ω1, которую определяют по условию:

,

где z – число колодок; f – коэффициент трения. В диапазоне между ω1 и ω0 муфта пробуксовывает и постепенно разгоняет ведомый вал.

Сила пружины в данном случае (рис 1):

,

где у – стрела прогиба; - осевой момент инерции площади сечения пружины. Работоспособность колодок рассчитывают по давлению [p] на поверхности трения так же, как и в других фрикционных муфтах:

.

Классификация деталей и узлов машин. Основные направления в развитии конструкции машин.

Деталь – это часть машины, изготовленная без применения сборочных операций (вал, гайка, шкив, винт и т.д.).250

 

Комплексы совместно работающих деталей, представляющие собой конструктивно – обособленные единицы и обычно объединённые общим назначением, называются узлами или сборочными единицами.

Детали машин делят на следующее части:

1)Группа соединений (неразъёмные: клёпаные, сварочные, паяные; разъёмные: с помощью винтов, шпонок, клиньев и т. п.);

2)Передаточные механизмы (передачи: зацеплением, трением; валы и муфты);

3)Детали, обслуживающие вращательное движение (оси, валы, шейки, пяты, муфты и т.д.);

4)Шарнирно – рычажные и кулачковые механизмы (кривошипы, ползуны, шатуны, коромысла, направляющие, кулиса; кулачки, эксцентрики, ролики.

5)Упругие элементы: пружины или рессоры;

6)Маховики, грузы, бабы, шаботы;

7)Устройства для защиты от загрязнения и для смазывания;

8)Детали и механизмы управления.

Целевая установка курса заключается в том, чтобы исходя из заданной работы деталей и узлов машин дать методы, правила и нормы их проектирования, обеспечивающие выбор наиболее рациональных материалов, форм, размеров, степени точности, качества поверхности, а также технических условий изготовления.

Основные направления в развитии конструкции машин:

Замена механизмов с возвратно-поступательным движением механизмами с равномерным вращательным движением. Примеры замены: паровая и газовая турбины, заменившие при больших мощностях и скоростях поршневые двигатели; центробежные, зубчатые и лопастные насосы, а также турбокомпрессоры, вытесняющие поршневые насосы и компрессоры; станки вращательного движения, заменившие станки ударного действия, и т.д.

Применение узловых конструкций:

- разделение машин на части

- агрегатные конструкции

- блочные конструкции

Разделение на узлы «агрегаты – блоки» дает следующие преимущества:

При компоновке машины из самостоятельных узлов разработка различных конструкторских вариантов или модификаций, их испытание, а затем и внедрение в производство могут каждый раз ограничиваться одним узлом, не затрагивая остальных – облегчает процесс модернизации машин.

Любая конструкция позволяет на базе небольшого числа агрегатов или блоков создавать машины различного типа.

Узловая конструкция сокращает цикл сборочных работ, т.к. все узлы можно собирать и испытывать одновременно и готовыми подавать на общий монтаж.

Узловая конструкция облегчает ремонт машин, который может быть сведен к замене одних узлов другими – новыми или отремонтированными.

Применение различных типов приводов.

Снижение веса машин при улучшении их качества. Это важно в 2-х направлениях:

Вес машины вместе с коэффициентом использования металла определяет вес металла пошедшего на изготовление машины;

Вес транспортных машин определяет транспортные расходы.